.8 Визначимо швидкості валів, об/хв
1=nдв=+1456 об/хв
Силові та кінематичні параметри приводу. Таблиця 1.1
ПараметрОбозначеніеЗначеніеОбщій ККД приводу 0.876Расчётная потужність електродвигуна, кВт 7.08Уточненное передавальне число привода 52Передаточное отношеніепервой ступені 2.8второй ступені 3.55ОЗП 5.2 Обертаючий момент на валу, Нмбистроходном 46.2 середньому 158.5 тихохідному 431.6 робочому +2116 Частота обертання валу, об/ мінбистроходного 1 456 середнього 410 тихохідного 146 робочого 28
2. Розрахунок закритою циліндричної зубчастої передачі
підшипник вал редуктор циліндричний
Перший ступінь
2.1 Вибираємо матеріал для виготовлення шестерні і колеса (1, стр10)
Шестерня: сталь 45X, термообробка поліпшення НВ280
Колесо: сталь 45X, термообробка поліпшення НВ260
Так як твердість поверхні зубів колеса менше, ніж твердість поверхні зубів шестерні, тому розрахунок по контактним напруженням виробляємо для зубчастого колеса.
2.2 Визначимо допустиме контактне напруження, Мпа (1, стр88)
-предел контактної витривалості поверхонь зубів при базовому числі циклів напружень, МПа:
sН02=2НВ2 + 70=2? 260 + 70=590 МПа [1, стор.88, табл.6.1]
KHL=1 - коефіцієнт довговічності [1, стор.89],
SH=1,1 - коефіцієнт безпеки [1, стор.89].
МПа
2.3 Визначимо міжосьова відстань, мм (1, стр92)
Так як лінійна швидкість на швидкохідному валу більше 3-4 м/с, то приймаємо для першого ступеня косозубимі передачу
де Ка=430 - для косозубих передач [1, стор.92],
КН b=1,05 -коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця [1, стор.93, табл.6.4]
y bа=0,315 -коефіцієнт ширини вінця зубчастого колеса щодо міжосьової відстані за ГОСТ2186-66 [1, стор.92, табл.6.3],
- коефіцієнт ширини вінця зубчастого колеса щодо діаметра:
мм
Приймаємо по ГОСТ 2185-66 [1 ??с. 36] a=100 мм
2.4 Визначимо модуль m, мм
=(0,01? 0,02)? 100=1,00? 2,0 мм
2.5 Визначимо сумарне число зубів
.6 Визначимо число зубів шестерні і колеса
z2=98- 22=76;
.7 Уточнимо міжосьова відстань, мм
Дійсне значення кута нахилу:
cosb=z * m/2a=98? 2/2? 100=0,980 ® b=11 ° 48`.
=(22 + 76)? 0.5 * 2/(cos11 ° 48) `= 100 мм.
2.8 Визначимо розрахункові контактні напруги, МПа
- коефіцієнт форми сумарної довжини контактних ліній,
Ze - коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній,
КНa=1,09 - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами [1, стор.97, табл.6.6]
КНb=1,08 - коефіцієнт розподілу навантаження по ширині вінця [1, стор.93, табл.6,4]
КНv=1,0 - коефіцієнт динамічного навантаження [1, стор.98, табл.6.7]
- кут зачеплення [1, стор.97]
- коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній
- коефіцієнт торцевого перекриття:
- окружна швидкість передачі, м/с
Величина розрахункового контактного напруги повинна бути в межах:
- умова розрахунку по контактним напруженням виконується
- 100%
- Х%
Х=1,9% допустимо 5% перевантаження
2.9 Визначимо допустиме напруження вигину зубів шестерні і колеса, МПа
- межа витривалості зубів при згині, відповідний базовому числу циклів напружень, МПа:
[1, стор.88, табл.6.1]
МПа
МПа,
- коефіцієнт довговічності [1, стор.90],
- коефіцієнт впливу двостороннього програми навантаження [1, стор.90],
SF - коефіцієнт безпеки.
SF=S`F S``F
- коефіцієнт нестабільності властивостей матеріалу зубчастого колеса і відповідальності зубчастої передачі [1, стор.90],
- коефіцієнт способу отримання заготовки зубчастого колеса:
- [1, стор.91]
YS=1,035 - коефіцієнт градієнта напружень і чутливості матеріалу до концентрації напружень [1, стор.91, табл.6.2]
[s] F1=504...
